Загрузка...Исследование влияния параметров регулятора расхода на его динамические характеристики
Исследование влияния параметров регулятора расхода на его динамические характеристики
1 УДК Исследование влияния параметров регулятора расхода на его динамические характеристики Сафонова С.Е., студент Россия, , г. Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, кафедра «Гидромеханика, гидромашины, гидропневмоавтоматика» Земцов М.С., студент Россия, , г. Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, кафедра «Гидромеханика, гидромашины, гидропневмоавтоматика» Научный руководитель: Рябинин М.В., к.т.н., доцент Россия, , г. Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, кафедра «Гидромеханика, гидромашины, гидропневмоавтоматика» Для исследования была выбрана система, схема которой представлена на рисунке 1, в которую входит регулируемый аксиально-поршневой насос с наклонным диском HLP74 фирмы Danfoss (1), гидромотор (2) и гидравлическое сопротивление проточной части распределителя, представленное дросселем (3). Рис. 1. Схема системы с регулятором расхода Регулятор расхода поддерживает постоянный перепад давлений между выходом из насоса и входом гидромотора. Этот перепад давлений соответствует перепаду на дросселирующих кромках распределителя. Таким образом, скорость
2 гидродвигателя поддерживается постоянной, независимо от нагрузки (М 2 ) на исполнительном органе. Регулирование подачи достигается изменением угла наклона диска аксиально-поршневого насоса, осуществляемого управляющим поршнем (4), в который жидкость под давленим подводится через регулирующий золотник (5) из полости нагнетания насоса. Математическая модель регулятора расхода Структурная схема системы с регулятором расхода, составленная для уравнений баланса расходов в системе и уравнения движения подвижных частей данной системы, показана на рисунке 2. Рис. 2. Структурная схемасистемы В данном исследовании нас интересует влияние параметров регулятора на его динамические характеристики, а не на динамические характеристики всей системы. Молодежный научно-технический вестник ФС , ISSN
3 Поэтому в данной работе рассматривается часть выбранной системы (рис.1.), в которую не входит гидромотор с нагрузкой и подводящими магистралями.[1] Таким образом, исследование проводилось по структурной схеме, представленной на рисунке 3. Рис.3. Структурная схемаисследуемой системы. При исследовании было принято:[2],[3] 1) пренебрегаем потерями на трение по длине в магистралях; 2) пренебрегаем сжимаемостью жидкости; 3) считаем усилие на регулирующем органе от давления которым нагружен насос значительно меньшим по сравнению с другими действующими силами; В качестве критериев оценки качества переходного процесса системы выбраны: а) максимальное перерегулирование по расходу: [4] б) время переходного процесса перемещения управляющего поршня t п ; [4] Будем считать перерегулирование на полученном переходном процессе допустимым, если оно не превышает 7%. Исследуемая система и ее переходный процесс. Исследуемая система с регулятором имеет следующие параметры: Q 1 = 1, м 3 /с подача насоса (при V 1 = 74 л рабочий объем насоса; n 1 = 2000 об/мин частота вращения насоса); р 2 = 14 МПа давление в линии гидромотора; р = 1 МПа поддерживаемый перепад давления на дросселирующих кромках распределителя (настройка регулятора);
4 f др = 4, м 2 площадь проходного сечения дросселя 3 (рис.1), соответствующая вышеуказанным перепаду давлений и подаче насоса и коэффициенту расхода µ = 0,6; d з = 6 мм диаметр золотника; d П = 25 мм диаметр управляющего поршня; A П = 4, м 2 площадь поршневой полости управляющего поршня; A ШТ = 1, м 2 площадь штоковой полости управляющего поршня; m з = 0,020 кг приведена масса золотника; m П = 0,395 кг масса управляющего поршня с пружиной; m д = 1,300 кг масса наклонного диска; с пр = 6, Н/м жесткость пружины поршня регулятора; с прз = 18, Н/м жесткость пружины золотника; К П = 0,5 коэффициент использования периметра золотника; f дрз = 1, м 2 площадь проходного сечения дросселя регулятора, соответствующая диаметру проходного сечения дросселя d дрз = 0,5 мм; Параметры были получены измерениями, расчетами в соответствии с [3], [4], а также взяты из каталогов и справочников [6]. Переходный процесс системы с данными параметрами имеет вид, представленный на рисунке 4. Рис. 4. Переходный процесс исследуемой системы. Время данного переходного процесса составляет t П = 0,0097 с, максимальное перерегулирование по расходу насоса составляет ϭ max = 15,3 %, что больше допустимого. Следовательно, данную систему возможно улучшить. Молодежный научно-технический вестник ФС , ISSN
5 Влияние площадей поршня на время переходного процесса и перерегулирование а) Влияние площади поршневой полости управляющего цилиндра Виды переходных процессов в зависимости от площади управляющего поршня представлены на рисунке 5. Зависимость времени переходного процесса и максимального перерегулирования от диаметра управляющего поршня показана на рисунке 6. Рис. 5. Переходный процесс системы при различных диаметрах поршня: 1 d П = 20 мм; 2 d П = 25 мм; 3 d П = 30 мм; 4 d П = 35 мм; 5 d П = 40 мм; 6 d П = 45 мм Рис. 6. Зависимость времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от диаметра управляющего поршня
6 Площадь поршневой полости управляющего цилиндра оказывает существенное влияние на переходный процесс. При увеличении этой площади он становится более плавным, уменьшается перерегулирование. При d П 30 мм, перерегулирование удовлетворяет допустимому значению в 7 %. Таким образом, для данного регулятора наилучшим будет значение диаметра поршня d П = 30 мм, т.к. при этом значении при неизменных прочих параметрах перерегулирование не превышает семи процентов ϭ max = 4,5 %, при этом время переходного процесса является минимальным по сравнению с другими рассмотренными вариантами t П = 0,0063 с. б) Влияние площади штоковой полости управляющего цилиндра Как видно из рис.7, при уменьшении площади штоковой полости управляющего поршня значительно возрастает максимальное перерегулирование, время переходного процесса также возрастает. Рис. 7. Зависимость времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от площади штоковой полости управляющего цилиндра Наилучшим значением площади штоковой полости будет A ШТ = 300 мм 2, т.к. при данном значении площади время переходного процесса минимально t П = 0,0064, а также максимальное перерегулирование не превышает 7 % (ϭ max = 4,3 %,). Влияние геометрических параметров золотника на время переходного процесса и перерегулирование а) Влияние диаметра золотника Результаты исследования показывают, что с увеличением диаметра золотника максимальное перерегулирование увеличивается, как и время переходного процесса. Молодежный научно-технический вестник ФС , ISSN
7 Наилучшим значением диаметра золотника для данной системы является меньшее из представленных d з = 5 мм, т.к. при таком значении перерегулирование отсутствует и время переходного процесса минимально t П = 0,0092. Рис.8. Зависимость времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от диаметра золотника б) Влияние коэффициента использования периметра золотника С уменьшением коэффициента использования периметра золотника максимальное перерегулирование и время переходного процесса регулятора уменьшаются, что показано на рисунке 9. При К П = 0,4 и К П = 0,3, максимальное перерегулирование принимает значения менее 7 %. Рис.9. Зависимость времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от коэффициента использования периметра золотника Таким образом, наилучшим значением коэффициента использования периметра для
8 исследуемого регулятора является К П = 0,3 (t П = 0,0079, ϭ max = 0 %,). Влияние жесткостей пружин золотника и управляющего поршня на время переходного процесса и перерегулирование а) Влияние жесткости пружины золотника На рисунке 10 показано влияние жесткости пружины золотника на максимальное перерегулирование и время переходного процесса регулятора расхода. При низкой жесткости пружины (с прз < 22 Н/мм) в системе возникает значительное перерегулирование, превышающее допустимое значение. Рис.10. Зависимость времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от жесткости пружины золотника Сравнивая значения времени переходного процесса при жесткостях пружины от 22 Н/мм до 35 Н/мм, приходим к выводу, что наилучшее значение жесткости пружины золотника с прз = 22 Н/мм, что соответствует наименьшему времени переходного процесса t П = 0,0054 и удовлетворяет критерию, по которому перерегулирование не превышает 7 % (ϭ max = 4,4 %). б) Влияние жесткости пружины поршня Время переходного процесса снижается при увеличении жесткости пружины, как и перерегулирование. Критериям минимального времени переходного процесса и максимального перерегулирования не более 7 % удовлетворяет значение жесткости пружины с пр = 200 Н/мм (ϭ max = 5,2 %, t П = 0,0062). Следовательно, данное значение жесткости пружины является наилучшим для имеющейся системы. Молодежный научно-технический вестник ФС , ISSN
9 На рисунке 11 представлены зависимости времени переходного процесса и максимального перерегулирования от жесткости пружины поршня. Рис. 11. Зависимость времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от жесткости пружины поршня Анализ полученных результатов а) изменение геометрических параметров поршня В ходе исследования получены зависимости времени переходного процесса t П и максимального перерегулирования ϭ max от геометрических параметров поршня. Полученные результаты объясняются тем, что при изменении площадей поршневой и штоковой полостей управляющего цилиндра изменяется коэффициент передачи системы, который существенно влияет на величину перерегулирования и время переходного процесса. Изменение постоянной времени и коэффициента демпфирования колебательного звена незначительно. б) изменение геометрических параметров золотника При увеличении диаметра золотника снижается постоянная времени и коэффициент демпфирования колебательного звена золотника, увеличивается коэффициент передачи системы, что приводит к увеличению максимального перерегулирования и времени переходного процесса. Увеличение коэффициента использования периметра влияет только на коэффициент передачи системы, что и приводит к увеличению максимального перерегулирования и времени переходного процесса. б) изменение жесткостей пружин золотника и управляющего поршня При увеличении жесткости пружины золотника максимальное перерегулирование уменьшается, что объясняется уменьшением коэффициента передачи и уменьшением
10 постоянной времени колебательного звена золотника. При увеличении жесткости пружины поршня, максимальное перерегулирование и время переходного процесса изменяются немонотонно. Это происходит из-за изменения коэффициента передачи, а также из-за изменения параметров колебательного звена поршня. Заключение На основе результатов проведенного исследованиябылорассмотрено несколько вариантов изменения параметров регулятора с целью улучшения его качества. На наш взгляд, наилучшим из всех предложенных вариантов является уменьшение коэффициента использования периметра золотника до 0.3, так как в этом случае перерегулирование отсутствует полностью, а время переходного процессаявляется удовлетворительным для данной системы. Список литературы 1. Мандраков Е.А., Никитин А.А., Динамика гидросистем: монография. НИЦ ИНФРА-М, СФУ, с. 2. Попов Д.Н., Асташев В.К., Густомясов А.Н. Машиностроение. Энциклопедия. В 40 т. Т. IV-2: Электропривод. Гидро- и виброприводы: в 2 кн., кн. 2: Гидро- и виброприводы. / под общ. ред. Д.Н. Попова, В.К. Асташева. М. : Машиностроение, с. 3. Башта Т.М. Руднев С.С., Некрасов Б.Б. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы : учебник для втузов. 4-е изд., стер., перепеч. со второго изд г. М.: Альянс, с. 4. Попов Д.Н., Панаиотти С.С., Рябинин М. В. Гидромеханика: учебное пособие. М.: Издво МГТУ им. Н. Э. Баумана, с. 5. Никитин О. Ф. Гидравлика и гидропневмопривод: учебное пособие. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, с. 6. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: справочник М.: Машиностроение, с. Молодежный научно-технический вестник ФС , ISSN
Регулируемые аксиально-поршневые насосы тип V60N
Номенклатура:
- Аксиально-поршневой насос
- Исполнение:
- Одиночный насос
- Комбинация насосов
Насосы этой серии комплектуются следующими регуляторами:
- механический
- гидравлический
- электрический двухпозиционный
- электропропорциональный
- автоматический (рабочий объем насоса изменяется в зависимости от частоты вращения вала приводного двигателя)
Насосы могут быть оснащены встроенными фильтрами в линии подпитки, промывочными и отсечными клапанами.
Аксиально-поршневые насосы
Аксиально-поршневые насосы с наклонной шайбой
В настоящее время мы рады будем предложить Вам аксиально-поршневые насосы и гидромоторы с наклонным диском, с регулируемым рабочим объёмом, с постоянным и реверсивным направлением потока.
Это тип гидромашин представлен насосами рабочим объемом от 14 до 128 см3/об и регулируемыми гидромоторами с наклонным диском со следующим рядом рабочих объемов: 46, 50, 64 см3/об. Предлагаемые аксиально-поршневые насосы способны развивать номинальное давление до 40 МПа, величина пикового давления составляет 45 МПа.
Аксиально-поршневые насосы комплектуются различными видами регуляторов рабочего объема, необходимой клапанной аппаратурой и принадлежностями, доступны различные исполнения монтажных фланцев и приводных валом, что позволяет выбрать аксиально-поршневой насос насос или гидромотор, максимально удовлетворяющий требованиям клиента. Аксиально-поршневые насосы с наклонным диском могут объединяться в насосы-тандемы, а также позволяют устанавливать на задний монтажный фланец и насосы других типов, например, шестеренные.
Насосы с наклонным диском могут быть предназначены для работы в открытом (разомкнутом) или закрытом (замкнутом) гидроконтуре. Для изменения направления движения исполнительного органа в гидросистеме открытого контура потребуется гидрораспределитель, при этом в такой системе могут работать и гидроцилиндры, и гидромоторы. Гидросистема закрытого контура в аксиально-поршневых насосах не нуждается в применении гидрораспределителя, изменение направления движения исполнительного механизма осуществляется реверсированием потока жидкости насосом. При этом гидронасосы для закрытого контора могут работать в паре только с аксиально-поршневыми насосами (гидромоторами). Гидромоторы с наклонным диском могут работать и в открытом, и в закрытом гидроконтуре.
Регулируемый аксиально-поршневой насос с надежной конструкцией разработан для прямого фланцевого соединения с валом отбора мощности коробки передач грузового автомобиля или стандартного соединения через фланец SAE. При производительности 130 см3/об и 450 bar пиковом давлении возможно использование в разных сферах. Также стоит отметить высокую частоту вращения при самовсасывании и низкий уровень шума.
Доступны варианты с непроходным валом для установки дополнительных регулируемых аксиально-поршневых насосов или насоса подпитки. Благодаря большому количеству вариантов регуляторов перед пользователем открывается много возможностей. Особые преимущества с учетом взаимного согласования проявляются при комбинированном использовании аксиально-поршневого насоса с пропорциональными золотниковыми распределителями (тип PSV) и клапанами удержания нагрузки (тип LHT и LHDV), если последние применяются.
